客車車身結構的有限元分析

田國富， 趙慶斌

（沈陽工業(yè)大學機械工程學院，沈陽 110870）

0 引言

客車車架作為大型汽車的主要骨架之一，在客車行駛過程中，車架在各種復雜的載荷作用下，其安全性、舒適性、使用壽命以及穩(wěn)定性將作為汽車性能指標的重要判定參數，因此車架的強度和剛度在車架的整個設計過程中顯得尤為重要，而通過有限元的方法對客車車架進行分析研究，求解出客車的靜態(tài)分析結果，可以更加透徹地了解客車車架的應力和變形分布情況，從而對車架整體及某些薄弱部位進行優(yōu)化，進而提高客車車架的安全性、可靠性。

1 客車車架的模型建立

采用CATIA三維軟件建立客車模型，并將模型導入到ANSYS Workbench18.1的靜態(tài)分析模塊中，建立車架的有限元分析模型。

1.1 客車車架的實體建模

根據車架的CAD圖樣，利用CATIA軟件建立車架的結構模型，整個結構主要采用矩形管、方管、板材和型鋼等焊接而成的三維立體結構，車架三維模型如圖1所示。

1.2 客車車架有限元模型

圖1 車架三維模型

將建立好的車架模型轉換為X.T格式后，導入ANSYS Workbench18.1的靜態(tài)分析模塊中完成車架的有限元模型建立。整個車架的有限元模型采用實體單元，采用四面體和六面體網格進行網格劃分，整體網格大小為30 mm網格劃分后，單元總數553 652個，節(jié)點數量為491 916個,客車車架網格劃分如圖2所示。

圖2 客車車架網格劃分

2 客車車架四種工況下的靜態(tài)分析

2.1 客車車架材料的確定

車架材料全部采用Q345材質，具體參數如表1所示。

表1 Q345材質參數

2.2 在水平彎曲狀況下，客車車架材料的靜態(tài)分析

客車車架在平穩(wěn)的行駛過程中，客車車架主要承受車架自身重量、油箱、發(fā)動機、空調、乘客的重量，因此在進行水平彎曲狀況下的靜態(tài)分析時，主要分析客車車架在平穩(wěn)狀態(tài)下的強度和剛度情況。客車所受載荷分類和大小如表2所示。

2.2.1 在水平彎曲狀況下，客車車架邊界條件的施加

為了模擬客車平穩(wěn)運動過程中車架的應力和變形情況，逐一對客車的頂部橫梁施加來自于空調和乘客行李的重量對客車車架造成的載荷，并且在客車的其他相應部位分別施加油箱、后橋和發(fā)動機對客車車架的重力載荷，進一步在整個客車車架底框上表面施加乘客和相應座椅的重力載荷，在Workbench中施加一個重力加速度9.8 m/s2模擬客車車架自身的重力。

表2 客車所受載荷分類和大小

與此同時，在Workbench中采用固定約束的方式，約束客車車架底面與車輪連接處的部位，簡化模擬客車受到的固定支撐作用。客車車架邊界條件施加如圖3所示。

圖3 在水平彎曲狀況下，客車車架邊界條件施加

2.2.2 在水平彎曲狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力圖（圖4）中可以看出，客車車架底框焊接處出現了最大應力，其最大應力值為209.8 MPa，而整個客車車架采用的材料為Q345，其屈服強度為345 MPa，其安全系數為S=1.6，因此客車車架的強度滿足了設計的要求；從位移圖（圖5）中可以看出，最大位移變形為2.6 mm，發(fā)生在車架底框中心部分，小于車身設計要求的變形量，因此車身的最大變形量滿足設計的要求，綜上所述，客車在平穩(wěn)運動過程中，客車車架的強度和剛度都滿足設計要求。

2.3 在極限扭轉狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

圖4 水平彎曲狀況下客車車架應力云圖

圖5 水平彎曲狀況下客車車架變形云圖

客車在行駛不平穩(wěn)的情況下，4個車輪容易出現離開地面的現象，這樣致使4個車輪高低不同，造成整個客車受力不均勻，在此惡劣的工況下，對客車進行靜態(tài)分析是非常有必要的。

2.3.1 在極限扭轉狀況下，客車車架邊界條件的施加

在極限扭轉情況下與在水平彎曲狀況下，客車所受的載荷情況相同，約束的方式不同，在極限扭轉的情況下，假設左前輪存懸空狀態(tài)，約束右前輪的X、Y、Z方向的位移，并且將約束后輪的豎直方向的自由度，使其能夠在水平方向自由，客車車架邊界條件施加如圖6所示。

圖6 極限扭轉狀況下客車車架邊界條件的施加圖

2.3.2 在極限扭轉狀況下，客車車架應力和變形分布情況

圖7 極限扭轉狀況下客車車架應力云圖

圖8 極限扭轉狀況下客車車架變形云圖

從圖7中可以看出，客車車架底框焊接處出現了最大應力，其最大應力值為247.6 MPa，而整個客車車架采用的材料為Q345，其屈服強度345 MPa，其安全系數為S=1.4，因此客車車架在極其惡劣的環(huán)境下，其強度也基本滿足了設計的要求；從圖8中可以看出最大位移變形為8.8 mm，發(fā)生在車架左前方支撐桿處，但是最大變形量同樣小于設計允許的變形量，因此車身的最大變形量滿足設計的要求。

2.4 在緊急制動狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

客車在正常行駛過程中，可能會遇到突發(fā)事件，這時需要客車緊急剎車制動，在這一過程中，客車主要以0.7g的制動加速度進行剎車制動，此時客車整體的應力和變形分布情況。

2.4.1 在緊急制動狀況下，客車車架邊界條件的施加

客車整體的受力狀況與水平彎曲工況下的受力狀況大體相同，緊急制動時，主要增加了一個與客車運動方向相反的水平制動加速度。在進行約束時，限制客車兩前輪處的X、Y、Z方向的位移為0，限制客車兩后輪X、Z方向位移為0，不限制Y方向的自由度。客車車架邊界條件施加如圖9所示。

圖9 緊急制動狀況下客車車架邊界條件施加

2.4.2 在緊急制動狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力云圖（圖10）中可以看出，客車車架底框焊接處出現了最大應力，其最大應力值為216 MPa，，其安全系數為S=1.5,客車車架強度滿足了設計的要求；從位移圖（圖11）中可以看出最大位移變形為2.7 mm，發(fā)生在車架底框中心處，車身的最大變形量滿足設計的要求。

2.5 在緊急轉彎狀況下，客車車架的靜態(tài)分析

圖10 緊急制動狀況下客車車架應力云圖

圖11 緊急制動狀況下客車車架位移云圖

緊急轉彎是為了模擬客車在轉彎時，出現的一種特殊工況，在這種情況下，車身出現傾斜現象，因此通過靜態(tài)分析確認車架是否滿足設計要求。

2.5.1 在緊急轉彎狀況下，客車車架邊界條件的施加

客車在緊急轉彎時，車架受力狀況與水平彎曲工況下的受力狀況大體相同，并且額外受到橫向方向的橫向加速度，大小為0.4 g,因緊急轉彎為右轉彎，因此約束左前輪X、Y、Z方向上的位移為0，同時約束右前輪X、Y方向的位移為0，Y方向自由，約束兩后輪X方向位移為0，Y、Z方向自由。客車車架邊界條件施加如圖12所示。

圖12 緊急轉彎狀況下客車車架邊界條件施加

2.5.2 在緊急轉彎狀況下，客車車架應力和變形分布情況

從應力云圖（圖13）中可以看出，客車車架底框焊接處出現了最大應力，其最大應力值為158 MPa，其安全系數為S=2.2,客車車架強度滿足了設計的要求；從位移圖（圖14）中可以看出最大位移變形為4.99 mm，發(fā)生在車架后框頂部，車身的最大變形量滿足設計的要求。

圖13 緊急轉彎狀況下客車車架應力云圖

圖14 緊急轉彎狀況下客車車架位移云圖

2.6 4種狀況下，客車車架的靜態(tài)分析對比

通過上述的4種不同工況的客車車架分析，得到了客車的4種不同工況下的最大應力及相應的安全系數和最大位移，如表3所示。

通過以上4種工況對比分析，4種工況下，最大應力都發(fā)生在客車車架底框焊接處，其余部位應力相對較小，整個車身車架滿足了設計要求的強度。在4種工況中，極限扭轉工況是安全系數最低的，容易出現安全隱患的工況，其最大應力為246.7 MPa，安全系數為1.4，同時又是剛度位移最大的工況，大小為8.8 mm，但是滿足車架剛度設計要求。

表3 4種不同工況，最大強度剛度情況

3 客車車架的靜態(tài)分析總結

客車車架采用靜態(tài)分析的方法對4種工況進行了模擬，針對不同的邊界條件進行了合理的定義，得到了4種工況下客車的應力位移分布情況，驗證了客車車架設計的正確性，同時確認了車架薄弱部位，為后續(xù)優(yōu)化分析提供了依據，也同時通過4種工況的對比分析，了解到哪種工況需要進行更加深層次的考慮和研究。

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